关 键 词：

多功能 挖掘机 回转 装置 设计 17 PDF 图纸 CAD 制图 文档

资源描述：

喜欢这套资料就充值下载吧。。。资源目录里展示的都可预览。。。下载后都有，，请放心下载，，文件全都包含在内，，【下载后加 QQ:1064457796或1304139763,免费领CAD格式图纸】

内容简介：

毕业设计(论文)中期报告题目：多功能挖掘机回转装置设计1、毕业设计（论文）内容简介本课题主要内容为多功能挖掘机回转装置的设计，包括括回转装置的结构设计、驱动系统设计及平衡性分析等相关问题，随着挖掘机生产能力的提高，原来那个开放式的滚轮夹套式支承结构显现出很多弊端，而轴承式回转支承运转灵活，回转阻力小，结构紧凑，外形尺寸小，维修方便，全封闭式防尘，是用寿命长，这些特点是轴承式回转支承更好的适应现在生产和作业。2、设计（论文）进展状况2.1 回转支承类型选择回转装置主要由起支承作用的回转支承装置和驱动转台回转的回转驱动装置组成。回转支承装置是一切两部分之间需作相对回转运动，又需同时承受轴向力、径向力、倾覆力矩的机械所必需的重要传力元件。最典型、使用最普遍的回转支承的结构型式有四种：单排球式回转支承(01系列)、双排球式回转支承（02 系列）、单排交叉滚柱式回转支承（11系列）、三排滚柱式回转支承（13 系列）。 三排滚柱式回转支承具有三个座圈，上下及径向滚道各自分开，使得每一排滚柱的负载都能确切地加以确定，能够同时承受各种载荷，是四种产品中承载能力最大的一种，轴、径向尺寸都较大结构牢固，特别适用于要求较大直径的重型机械，如斗轮式挖掘机、轮式起重机、船用起重机、钢包回转及大吨位汽车起重机等机械上。 回转驱动装置由斜轴式高速液压马达经齿轮减速箱带动小齿轮回转，小齿轮带动转台相对大齿圈转动。这种方案结构紧凑，容易得到较大的传动比，且齿轮的受力情况也比较好。2.2 回转支承的型号选择 三排滚柱式回转支承选型时，仅对轴向滚道负荷和倾覆力矩的作用进行计算。 Fa=Fa*fsM=M*fs(Fa静态参照垂直载荷，N；Fa主机回转支承收的的最大垂直载荷，N；M静态参照倾覆力矩，Nm；T主机回转支承受到的最大倾覆力矩，Nm。)2.3回转支承 HOU30/1000 的额定静容量 Co 和当量轴向载荷的计算由式Co = f DLdo计算回转支承 HOU30/1000 的额定静容量 Co：Co = f DLdo 0.1721008325548032 N由式计算回转支承 HOU30/1000 的当量轴向载荷 ：取fs1.45 fs =1.452.3 减速器输出小齿轮主要尺寸的计算 2.3.1根据挖掘机回转机构的传动比 i，选择小齿轮齿数 z1由式其中回转支承外齿齿数 z2100， n电 1150r/min， i减33.55 ，回转支承的转速。n回 =46r/min27初步选择小齿轮齿数 z1182.3.2计算齿轮传动的啮合角(1)小齿轮的参数为 回转齿圈的外齿参数为 计算原来齿轮传动的啮合角计算得 计算齿轮传动的中心距 a(2)计算回转支承外齿与小齿轮传动的啮合角 小齿轮的参数回转支承的外齿参数：齿轮传动的中心距 a=1820 mm由式得所以3、存在问题及解决措施3.1存在问题（1）回转支承连接体的还没具体设计和计算，还没对电机选型；（2）部分零件的尺寸还没进行系统的设计验算和强度校核；（3）挖掘机的平衡性进行分析没有得到解决；（4）还没有完整的动画表达该装置的工作情况。3.2解决措施（1）多看看书，查找相关资料，和老师同学交流，尽快确定电机型号；（2）运用SolidWorks软件对一些重要受力零件进行系统的设计并验算合格；（3）查找相关资料，对挖掘机的平衡性进行分析；（4）通过整体分析对挖掘机提出更好的改造设计。4、后期工作安排 第09周：回转支承连接体的设计和计算，对电机进行选择；（2014年03月19日-2014年03月23日） 第10周：完善回转装置的设计及计算，修改装配图；（2014年03月24日-2014年03月30日） 第11周：对回转装置的各构件的合理性的验证；（2014年03月31日-2014年04月06日） 第12周：对回转装置零件及整体进行校核计算； （2014年04月07日-2014年04月13日） 第13周：挖掘机的平衡性分析； （2014年04月14日-2014年04月23日） 第13-15周：撰写毕业设计说明书，完成论文，准备最后答辩； （2014年04月23日-2014年04月04日） 第16-18周：修改完善论文和图纸。（2014年05月05日-2014年05月26日） 指导教师签字： 年 月 日毕业设计(论文)开题报告题目：多功能挖掘机回转装置设计1毕业设计（论文）题目背景、研究意义及国内外相关研究情况。1.1题目背景与研究意义 液压挖掘机是一种集土方挖掘、装载、平整、拆除、抢险等作业的多功能工程机械，广泛应用于各类土方工程施工、民用建筑、道路建设、水利工程、电力工程和矿山采掘等施工中，它在减轻繁重的体力劳动，保证工程质量，加快建设速度以及提高劳动生产率方面起着十分重要的作用12。据有关资料报道，世界上各种土方工程约有65%70%的土方量由液压挖掘机来完成3。由于液压挖掘机具有多品种，多功能，高质量和高效率等特点，因此受到广大施工作业单位的青睐。液压挖掘机的开发和制造设计机械、液压传动、冶金、石油化工、电气等众多行业，已经形成了一个庞大的产业集群。大力开展对液压挖掘机的研究和探索，对于提高国家整体工业水平和加速国家经济的发展具有重大的促进意义。通过本次毕业设计，我能将所学的基础理论应用于实践，从而使知识系统化、综合化。并结合本次毕业设计培养独立获取新知识的能力，提高对cad、proe、solidworks等相关软件的应用能力，学会一些机械绘图的基本要求。同时使自己树立起具有符合国情和生产实际的正确的设计思想和观点，树立起严谨、负责、实事求是、刻苦钻研、勇于探索的态度和精神。 1.2 国内外研究情况 从20世纪后期开始，国际上的挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。近些年来，随着微电子技术，计算机技术，控制技术通信技术等新技术的日益渗透液压挖掘机技术中，智能化进一步应用，使得动力系统内部一些控制元件能够随着挖掘机具体工作状况而改变，从而提高工作效率，是操纵变得更容易。世界各工业发达国家的液压挖掘机技术得以迅速提高，国外的这些厂家如日本的小松、日立、神钢、住友等，美国的卡特，韩国的大宇、现代，尤其是德国的挖掘机，技术都已经很先进了。而今，挖掘机技术更是朝着智能化的方向发展，例如Carnegie Mellon 大学的自主装载系统、澳大利亚机器人中心、英国兰卡斯特大学的智能挖掘机等都在开始新兴技术的融合发展。 与国外相比，国产的挖掘机功能比较单一，其衍生产品较少，其规格主要集中在30t以下，6t以下的规格比较齐全，从1.530t基本形成系列，200t以上基本空白，因此我国挖掘机还处于“发展期”4。我国挖掘机企业在研发体系和实验体系建设方面雏形难见，产品的开发基本处于仿造阶段，电控技术只有少数公司自己开发，大多数企业都在选购。不同工作装置、不同功能的附属装置等方面的研发个别企业才刚刚起步，大多数企业没有能力设计。目前我国挖掘机的质量问题主要表现在：结构件、电控、发动机、液压件等核心部件。国内的挖掘机厂家又广西玉柴、柳工股份、三一重工、河北宣化、徐公、山河智能、龙工集团等，正在崛起的有江西南特、桂林华丽、湖南九五重工、南昌华工、大连黑猫、合肥振宇等58。总的来说，国产的挖掘机比较缺乏市场竞争力，一些重要的技术仍依靠进口，因此开发新品种、多功能、高品质及高效率的挖掘机具有重要的现实意义。2本课题研究的主要内容和拟采用的研究方案、研究方法或措施。2.1主要内容 本次设计研究的主要内容包括多功能挖掘机的回转装置设计的整体方案拟定、对比、确定，包括回转装置的结构设计、驱动系统设计等。根据提技术要求设计回转装置总图，根据总图绘出装置的零件图，能用三维图表达出回转装置的动态动作。及其驱动系统选型设计，编写毕业设计说明书。2.2研究方法及路线 （1）查阅相关文献、搜集有关的资料。初步了解液压挖掘机的相关知识。 （2）通过对实物的观察及查阅相关书籍，对液压挖掘机的结构、工作原理、特点有进一步的了解。 （3）对工况进行分析，根据有关书籍上提供的经验数据和有关公式，计算出主要的件的结构参数。 （4）根据计算结果和有关图册，进行工作回转装置的结构设计。 （5）对其进行三维建模、利用相关软件进行强度应力分析，根据分析结构提出结构完善意见。2.3拟采用的研究方案 液压挖掘机循环作业包括挖掘、动臂上升兼回转、卸载、回转兼动臂下降等一系列动作9。其中回转装置由起支承作用回转支承装置（如图1）和驱动转台回转的回转驱动装置（如图2）组成。液压挖掘机按照转台的回转角度分为完全回转（360）和不完全回转(90270)。除了悬挂式在和伸缩臂式液压挖掘机的上游采用半回转的回转机构外，现代的液压挖掘机的回转机构普遍采用完全回转的液压传动方式。挖掘机回转系统工作频繁，13 s左右就有两次回转动作11。据统计, 回转机构的回转时间约占整个工作循环时间的50%70%, 能量消耗约占25%40%,回转液压油路的发热量约占液压系统总发热量30%40%14。因此, 合理地设计回转机构的结构特征、液压油路方案，正确地选择回转机构诸参数, 对提高生产率和功能利用率, 改善司机劳动条件, 减少工作装置的冲击等具有十分重要的意义。据此本设计采用完全回转机构。 图1 回转支承 图2 回转驱动装置3完成本课题的工作方案及进度计划（按周次填写）。 毕业设计的主要内容和进度安排：（1）调研、收集资料、开题报告、文献综述 第1-2周 （2）回转装置的整体方案拟定、对比、确定 第3周 （3）工况分析、各主要零部件的主要结构参数计算 第4-5周（4）各主要零部件的结构分析和二维设计图 第6-7周（5）绘制回转装置工作总二维装配图和三维模型图 第8-9周（6）对主要零部件进行强度分析、提出完善意见 第10-11周（7）准备中期答辩,听取老师意见,弥补不足,修稿定稿 第12-13周 (8）论文初稿,外文翻译 第14周（9) 准便毕业答辩 第15周4指导教师意见（对课题的深度、广度及工作量的意见） 指导教师： 年 月 日 5所在系审查意见： 系主管领导： 年 月 日参考文献1 吴辰,李岚,李林升.挖掘机回转装置能量回收系统中蓄能器的设计计算J.机械工程与自动化,2012.2 杨敏,权龙,等.小型液压挖掘机回转过程能量消耗与节能研究J.中国公路学报,2011. 3 刘崇.观拉斯韦加斯展会谈液压挖掘机发展J.建筑机械,2002.4 王松峰,赵虎,等.大型挖掘机闭式回转系统联合仿真研究J.液压与气动,2013.5 潘玉平国内挖掘机行业的概况及其发展趋势J.凿岩机械气动工具.2007.6 王冉冉,吴金锋,宗波.挖掘机回转支承安装座有限元分析J.工程机械,2012.7 张磊,冯坤鹏,等.基于VB的反铲液压挖掘机回转系统研究J.工程机械,2013.8 朱建新,邹湘伏,等.谈国产液压挖掘机未来的发展趋势J.凿岩机械气动工具.2003.9 程昭荣,姜旭东,林明智.挖掘机回转装置定位结构及分析J.建筑机械,2012.10 周宏兵,刘锋,等.液压挖掘机回转系统制动平稳性研究J.计算机仿真,2011.11 邢树鑫,林明智,戴群亮.混合动力挖掘机回转系统设计J.工程机械,2010. 12 谢毅娜,刘洪波,李勇.35m挖掘机回转机构设计计算J.中国新技术新产品,2013.13 姜继海,于斌,等.基于能量回收再利用的液压挖掘机回转系统节能研究J.流体传动 与控制,2011.14 付永领,祁晓野.AMESim系统建模和仿真:从入门到精通M.北京:北京航空航天大学 出版社,2006.15 濮良贵.纪名刚.机械设计M.高等教育出版社,2006.16 T.E.Schellin,C.Schiff,C.Osterqaard.An Aid to Operating Decisions Based on linear Response of a Crane Barge in WavesJ,Journal of Offshore Mechanics and Arctic Engineering,2001.17 Rinehart,Winston.continuous and discretesignalan system analysis clare DJ, McGillem /George R. Cooper school of Electrical Engineering Purdue University Holt, 2002.18 Bemold, Leonhard E. Principles of control for robotic excavation. Proceedings of the 3rd International Conference on Engineering, Construction, and Operations in Space III, Proc 3 Int Conf Eng Constr Oper Space III. Pohl by ASCE, New York, NY, USA .本科毕业设计(论文)题目：挖掘机回转装置设计1多功能挖掘机回转装置设计摘要目前机械式挖掘机普遍采用滚轮夹套式支承回转装置，这种支承装置，只能传递垂直作用的载荷，传递水平力必须依靠枢轴或反倾覆滚子，并要借助于中央枢轴对准中心。由于滚轮为圆柱形，所以内外端回转半径不同，滚动起来有速度差，使滚轮与滚道间发生滑动，增大了运行阻力，加快了滚轮的磨损；并且维修复杂。为了使挖掘机的结构变得更加紧凑、旋转更快、装配维护更加方便，同时能承受更大的载荷，本文采用了轴承式回转支承装置。这种支承是一种能够承受综合载荷的大型轴承，可以同时承受较大的轴向负荷、径向负荷和倾覆力矩，并使回转机构省去了中央枢轴的新型支承回转装 置。本文对机械式挖掘机的回转支承结构进行了改造，选择了用轴承式的回转支承来代替滚轮夹套式支承。本论文做了如下工作：(1) 按照回转支承的承载能力和选型原则，提出机械式挖掘机回转支承类型和型号的选择原则。(2) 提出与回转支承外齿啮合的小齿轮参数的设计原则。(3) 提出回转支承联接体结构设计和强度分析的方法。(4) 为了使回转支承滚动体受力均匀，提出挖掘机合理平衡重的确定方法。关键词：回转支承；载荷分析；齿轮传动；平衡分析；有限元法Structure Design and Analysis ofSlewing Ring of Mechanical ExcavatorAbstract The slewing rings of roller clampped are adopted by the mechanical excavators.However,this structure can only transfer the vertical load and it need the central pivot or the rollers that avoid to overturn to transfer level load.The excavator aims at the centre by the aid of central pivot. The shape of the rollers is columned, so their slewing radius are different. The glide happens between the roller and the orbit. The glide accelerates the rollers abrasion and increases the running resistance. Along with the development of excavators productivity, the slewing ring bearing come into being. Thisstructure can support the excavators to work without the central pivot. This supporting is one kind of large-scale bearing being able to bear synthetical load .At the same time, it can bear bigger axial load , radial direction load and overturn force moment. It is like a special big roller bearing. Its structure becomes more compact and the assemblage and maintenance become easier. It runs smooth and slews fast. The slewing ring can improve the efficiency of excavator . The purpose of research is to choose an appropriate slewing bearing to replace the roller supporting structure. The main contents inthis paper are described as follows: First, the selection principle of the type and model of the slewing bearing applied to mechanical excavator has been put forward according to the load capability and the selection principle of slewing bearing . Second, the small gear design principle has beenput forward in order to engage with the slewing bearing. Third, the means of the structure design and strength analysis of the stay bearing has been put forward. Fourth, the process of the excavator optimal balance weight is proposed to ensure the slewing bearing to accept a load homogeneously. Keywords： Slewing bearing; Load analysis; Gear drive; Balance analysis; Fem主要符号表Co 支承的额定静容量Ca 额定动容量Fa 主机回转支承装置受到的最大轴向载荷、M 主机回转支承装置受到的最大倾覆力矩 水平载荷 垂直载荷Q 螺栓受到的最大拉力，Nd1 螺栓小径，mm 螺栓的许用拉应力，MPaM 倾覆力矩W 抗弯截面模量 小齿轮传递的转矩p1 小齿轮的功率da1 齿顶圆直径 齿顶厚 弯曲应力目 录1 绪论11.1 机械式挖掘机的研究背景11.2 回转支承的国内外研究状况11.3 回转支承简介11.4 本文的工作与意义32 回转支承的选择及联接52.1 回转支承的类型52.2 回转支承性能比较82.2.1 单排球式回转支承和交叉滚柱式回转支承性能比较82.2.2 单排球式回转支承和双排球式回转支承性能比较92.3 挖掘机回转支承载荷分析102.4 回转支承的类型选择102.5 回转支承型号的选择112.5.1 回转支承HOU30/1000的静态参照载荷和的计算112.5.2 回转支承HOU30/1000的额定静容量和当量轴向载荷的计算122.5.3 回转支承的选型流程142.6 回转支承联接体的设计与计算152.6.1 回转支承联接体的设计162.6.2 联接体的设计172.6.3 螺栓联接载荷的计算172.6.4 螺栓联接承载力的验算182.6.5 螺栓联接的强度校核193 与回转支承HOU30/1000外齿啮合的小齿轮的设计223.1 小齿轮的材料和精度选择223.2 小齿轮齿数和变位系数的选择223.2.1 根据挖掘机回转机构的传动比，选择小齿轮齿数233.2.2 计算小齿轮变位系数233.2.3 计算齿轮传动的啮合角243.2.4 小齿轮参数的校核243.2.5 齿轮传动受力分析263.2.6 齿面接触疲劳强度校核26III3.2.7 齿根弯曲疲劳强度校核284 机械式挖掘机的平衡性分析304.1 确定允许的最大平衡重304.2 确定允许的最小平衡重314.3 确定合理的平衡重325 结论37参考文献38致谢39IV1 绪论1.1机械式挖掘机的研究背景液压挖掘机是一种集土方挖掘、装载、平整、拆除、抢险等作业的多功能工程机械，广泛应用于各类土方工程施工、民用建筑、道路建设、水利工程、电力工程和矿山采掘等施工中，它在减轻繁重的体力劳动，保证工程质量，加快建设速度以及提高劳动生产率方面起着十分重要的作用12。据有关资料报道，世界上各种土方工程约有65%70%的土方量由液压挖掘机来完成3。由于液压挖掘机具有多品种，多功能，高质量和高效率等特点，因此受到广大施工作业单位的青睐。液压挖掘机的开发和制造设计机械、液压传动、冶金、石油化工、电气等众多行业，已经形成了一个庞大的产业集群。大力开展对液压挖掘机的研究和探索，对于提高国家整体工业水平和加速国家经济的发展具有重大的促进意义。1.2回转支承的国内外研究状况我国回转支承行业已有30年的历史，它从无到有，从小到大，逐步走向成熟。目前已具备了满足各类主机需要的回转支承的设计、制造、测试的综合开发能力，为主机行业的发展做出了一定的贡献。特别是马鞍山回转支承厂，自1984年与建设部北京建筑机械综合研究所合作，成功地开发出具有80年代国际先进水平的单排球式回转支承后，打破了我国回转支承行业以3片式交叉滚柱和双排球式为主的落后局面，大大缩小了与发达国家之间的差距，带动了我国回转支承行业的迅速发展。近年来，国内已开始设计和制造三排滚珠式、三排滚锥式回转支承。洛阳轴承厂、徐州轴承厂和马鞍山回转支承厂现在都进行回转支承专业化生产。国外，回转支承由轴承公司进行专业化生产，各公司都有自己的型式、尺寸系列。主要生产公司有：联邦德国的罗特爱德公司和FAG公司；法国的RKS公司；英国的泰泊雷克斯（TAPEREX）公司；日本的NSK、KOYO公司以及美国、苏联、民主德国的一些公司和工厂。SKF公司是欧洲较大的工业集团，也是世界上最早成立的技术最先进的轴承制造公司，在英国、法国、联邦德国、意大利都有分公司，在荷兰设有现代化综合实验中心，其总公司设在瑞典18。1.3回转支承简回转支承作为机械的重要基础元件，近几十年来，随着主机行业的迅速发展，得到了广泛的应用，除为挖掘机、塔吊、汽车吊及各类起重机配套外，还广泛应40用于轻工机械、冶金机械、医疗机械、工业机器人、隧道掘进机、堆取料机、旋转舞台等。总之，它是一切两部分之间需作相对回转运动，又需同时承受轴向力、径向力、倾覆力矩的机械所必需的重要传力元件10。如图1.1所示的内齿式回转支承，这种形式的回转支承由内、外座圈、滚动体、隔离体、密封装置、调整垫片、润滑装置和连接螺栓等组成。内座圈或外座圈可加工成带内齿或外齿。轴承式支承回转装置是一种结构紧凑，装配维护简单，工作平稳，回转轻快，效率高，并使回转机构省去了中央枢轴的新型支承回转装置。这种支承回转装置是全封闭防尘式，能延长其寿命，减小动力消耗。1-上外座圈；2转台；3调整垫片；4下外座圈；5、12密封装置；6连接螺栓；7螺母；8垫圈；9底架；10带齿内座圈；11滚柱；13螺钉图1.1 回转支承结构回转支承近乎特大型的滚动轴承。图1.2反映了回转支承在履带式液压挖掘机上的应用情况，它将机器的上部和下部连接起来，用以支承上部的重量和工作负荷，并使上部能相对于下部旋转。如图1.3所示的内齿式的回转支承，回转支承的外座圈用螺栓与转台连接，带齿的内座圈与底架用螺栓连接，内外座圈之间设有滚动体。挖掘机工作装置作用在转台上的垂直载荷、水平载荷和倾覆力矩通过回转支承的外座圈、滚动体和内座转传给底架。回转机构的壳体固定在转台上，用小齿轮与回转支承内座圈上的齿圈相啮合。小齿轮既可以绕自身的轴线自转，又可绕转台中心线公转。当回转机构工作时转台就相对底架进行回转。图1.2 装在挖掘机上的回转支承图1.3 回转装置回转支承和普通轴承一样，都有滚动体和带滚道的滚圈。但是，它与普通滚动轴承相比，又有很多差异，主要的有以下几点：回转支承的尺寸都很大，其直径De通常在0.410米，有的竟达40米。回转支承一般都要承受几个方面的负荷，不仅要承受轴向力、径向力，还要承受较大的倾翻力矩。因此，一套回转支承往往起几套普通滚动轴承的作用。在制造工艺、材料及热处理等方面，回转支承与滚动轴承有很大差别。通常，回转支承上带有旋转驱动用的齿圈以及防尘用的密封装置。在安装方面，回转支承的尺寸很大，不像普通轴承那样套在心轴上并装在轴承座孔内，而是采用螺钉将其紧固在上、下支座上。1.4本文的工作与意义挖掘机目前在露天挖掘作业中被广泛使用，使用单位根据现场需要对挖掘机的很大部分已经做了技术改造，使得挖掘机变得更加完善。但是支承回转部分，一直以来都是使用滚轮夹套式的支承结构。随着挖掘机生产能力的提高，原来的支承结构显现出了很多的弊端。因为这种结构是开放式的，使得滚轮易于磨损，并且摩擦阻力也大，大大影响了回转速度，降低了生产效率。结构复杂，维护起来麻烦。增大了维修成本。每年每台挖掘机回转机构的维修费用高达10多万元。图1.1所示的轴承式回转支承恰恰避免了上述问题，它运转轻便灵活，回转阻力小；结构紧凑，外形尺寸小（主要是高度）；维护方便；全封闭防尘，使用寿命长，这些特点使它能够更好的适应现在生产的要。为了使机械式挖掘机更好的发挥作用，提高生产率。本文提出了机械式挖掘机回转支承的改造方案，选用轴承式的回转支承代替现在的滚轮夹套式支承。为完成这项改进，主要工作包括：(1) 根据回转支承的承载能力及选型规则，提出适合现场要求的回转支承的选择方法。(2) 根据回转支承外齿圈的参数和转台转速要求，提出与回转支承外齿圈啮合的小齿轮的设计原则。(3) 根据回转支承的安装尺寸，进行回转支承联接件的结构设计和强度分析。(4) 为了保证回转支承滚动体的受力均匀，对挖掘机进行平衡性分析，提出合理平衡重的确定方法。2 回转支承的选择及联接2.1回转支承的类型回转支承是近40年来发展起来的新型机器部件，分转柱式和转盘式两类。目前，回转支承除为门机、塔吊、汽车吊等回转式臂架起重机配套外，还广泛应用于轻工机械、冶金机械、医疗机械等。随着机械行业的迅速发展，回转支承己经成为一切两部分之间需要作相对回转运动、又需同时承受轴向力、径向力、倾翻力矩的机械所必需的重要传力元件。图2.1就是外座圈带齿的轴承式回转支承。其结构如图2.5所示。按轴承结构，滚动轴承式回转支承可作如下分类：按滚动体型式有滚珠式和滚柱式(包括锥形和鼓形滚动体)；按滚动体排数有单排式、双排式和多排式；按滚道型式有曲面(圆弧)式、平面式和钢丝滚道式等。1231螺栓联接孔； 2回转支承内座圈；3回转支承外座圈图2.1 回转支承最典型、使用最普遍的回转支承的结构型式有四种：单排球式、双排球式、交叉滚柱式和三排滚柱式。(1) 单排球式回转支承单排球式回转支承中，最为常见的是图2.2所示的四点接触单排球式回转支承。如图示，在内外滚圈各有两条滚道(共四条)，每个滚圈上的两条滚道由两段中心并不重合的圆弧构成，从而构成接触点和接触角。这种型式的回转支承结构紧凑、重量轻，能同时承受轴向力和倾翻力矩。而且，这种回转支承在承3与回转支承HOU30/1000外齿啮合的小齿轮的设计受负荷时，能自动调整接触角，以适应负荷情况，降低最大接触应力。因此，当滚球分布直径DLCo，大28%；CaCa，大35。同理，对于其它规格的双排球式回转支承得到的结论与此是类似的。因双排球为三片式、双滚道、材料费用、加工制造、运输费用都较单排球式回转支承高，一般同一DL的差价达60100%，而且，双排球式的滚道的形状精度和表面粗糙度因不易磨削加工而很差。2.3挖掘机回转支承载荷分析如图2.6所示，当提升力为值，斗柄处于水平状态，斗柄上作用着最大挖掘阻力时，挖掘机支承滚子将受到最大载荷6。 (1) 垂直载荷作用在回转支承装置上的垂直载荷为Fa = Gb + Gd + Gbi + W1 + G2 + G1 = 1403010N (2.9)见图2.6，Fa对回转中心线的偏心位置距为em (2.10)(2) 水平载荷 作用在滚盘上的水平载荷为：Fr=W2=95500 N 如图2.6所示到滚轮平面的距离为， (3) 倾覆力矩M由，的偏心造成的倾覆力矩为MNmm (2.11)2.4回转支承的类型选三排柱式回转支承比其它三种型式的回转支承承载能力大，但是它的单位成本额定静容量r是最高的，因此成本也最高(图2.5所示,对于相同的滚道中心直径DL)。通过对JJ36-1991和JB2300-1984标准中各种回转型式、所有规格的r值的详细计算10，有下面的结论：(1) 随着DL的增加，四种型式的r值都在增加；(2) 在DL1800时，单排球式回转支承的r最高。当DL1800时，三排柱式回转支承的r最高。也就是说在DL1800范围内承受同样的载荷，用单排球式回转支承成本最低；DL1800时，承受同样的载荷，用三排柱式回转支承成本最低。所以在初步进行回转支承的类型选择时,当主机的回转滚道中心直径DL1800时,回转支承应以单排球式回转支承为首选型式;当DL1800时,以三排柱式回转支承为首选。2.5回转支承型号的选择当确定了回转支承的类型以后，需要选择合适的回转支承型号。回转支承型号选择的主要依据是回转支承承受载荷的能力。Fa为主机回转支承装置受到的最大轴向载荷、M为主机回转支承装置受到的最大倾覆力矩。回转支承的承载力的大小是由它的静态参照载荷Fa和M、额定静容量Co及回转支承螺栓联接的承载力决定的。每一型号的回转支承都对应一个承载能力曲线图(见图2.7)，在图2.7上确定点(Fa，M)和(Fa，M)。若使回转支承满足承载要求，必须同时满足下面的条件：(1) 点(Fa，M)位于承载能力曲线图中承载曲线1的下方；(2) 点(Fa，M)在回转支承承载能力曲线图中位于相应性能等级的螺栓负荷曲线2的下方；(3) 回转支承的额定静容量Co与回转支承的当量轴向载荷Cp要满足，为许用的静态安全系数(表2.1)。根据回转支承类型的选型原则，挖掘机的回转轨道中心直径DL=2900mm，DL1800mm，因此，我们将选择三排柱式回转支承。其结构如图2.5所示。按照回转支承的选型流程，初步选择的回转支承型号为HOU30/1000。其中DL=1008mm，do=32mm。图2.6 挖掘机载荷分析2.5.1回转支承HOU30/1000的静态参照载荷和的计算根据主机回转装置的回转轨道中心直径DL初步选择回转支承型号。然后根据主机回转支承装置受到的最大载荷(包括轴向载荷Fa、径向载荷Fr及倾覆力矩M)来计算静态参照载荷Fa和M。(1) 单排球式回转支承的静态参照载荷计算。单排球式回转支承的静态参照载荷Fa和M的计算按承载角45和60两种情况进行。当时 (2.12) (2.13)当时 (2.14) (2.15)式中 Fa静态参照垂直载荷，NM静态参照倾覆力矩，NmFa主机回转支承受到的最大垂直载荷，NFr主机回转支承受到的最大径向载荷，NM主机回转支承受到的最大倾覆力矩，Nmfs静态安全系数，从表2.1选取。(2) 三排滚柱式回转支承的静态参照载荷的计算三排滚柱式回转支承的静态参照载荷Fa和M的计算式： (2.16) (2.17)式(2.16)(2.17)中的参数与式(2.12)(2.113)中的参数意义相同。计算回转支承HOU30/1000的静态参照载荷和：由表2.1挖掘机的许用静态安全系数：=1.45由式(2.16)计算静态参照垂直载荷FaFa =Fafs14030101.452034365 N由式(2.17)计算静态参照倾覆力矩 M =Mfs22463881.455108539 Nm在回转支承HOU30/1000的承载能力曲线图(图2.13)中确定点，点位于其静态承载曲线1的下方。2.5.2回转支承HOU30/1000的额定静容量和当量轴向载荷的计算 (1) 单排球式回转支承的额定静容量Co和当量轴向载荷CP额定静容量Co:Co=fDLdo (2.18)式中：f静容量系数，0.108kN/mm210DL滚道中心直径，mmdo钢球公称直径，mm当量轴向载荷Cp (2.19)式中：M倾覆力矩，kNmFa轴向力，kNFr径向力，kN(2) 三排滚柱式回转支承的额定静容量Co和当量轴向载荷CP额定静容量 (2.20)式中：f静容量系数，0.172kN/mm210DL滚道中心直径，mmdo上排滚柱直径，mm当量轴向载荷CP (2.21)1静态承载曲线;2螺栓负荷曲线(8.8、10.9、12.9为螺栓的性能等级)图2.7 回转支承承载能力曲线图表2.1 许用静态安全系数工作类型工作性质机械举例 许用静态安全系数 轻型不经常满负荷，回转平稳冲击小堆取料机，汽车起重机，非港口用轮式起重机1.001.15中型不经常满负荷，回转较快，有冲击塔式起重机，船用起重机，履带起重机1.151.30重型经常满负荷，回转快，冲击大抓斗起重机，港口起重机，单斗挖掘机，集装箱起重机1.301.45特重型满负荷，冲击大或工作场所条件恶劣冶金起重机，海上作业平台起重机1.45注：此表取自参考文献9。由式(2.20)计算回转支承HOU30/1000的额定静容量 N由式(2.21)计算回转支承HOU30/1000的当量轴向载荷N取，。2.5.3回转支承的选型流程回转支承的选型过程见图2.8。根据主机回转轨道中心直径 DL 初步/重新选择回转支承型号根据回转支承承受的最大载荷(包括轴向载荷 Fa 、径向载荷Fr 及倾覆力矩 M)，计算静态参照载荷 Fa和 M。根据回转支承的尺寸 DL 和d o 及承受的最大载荷( 包括 Fa 、Fr 、M)计算回转支承的额定静容量 Co 和当量轴向载荷 CP把回转支承承受的最大载荷 Fa 和 M 作为螺栓联接承受的载荷在回转支承型号对应的静态承载曲线图(图 2.7)上确定点 (Fa，M)和(Fa，M)否点(Fa， M )在静态承 载曲线的下方是否Co f (f 见 表ssCp2.1)是否点(Fa， M)在选定的螺 栓负荷曲线下方逐步提高螺栓性能等级，直至达到最大 12.9 级否点(Fa，M)在选定的螺栓负荷曲线下方是是结 束图2.8 回转支承选型计算流程图 2.6回转支承联接体的设计与计算回转支承通过上联接体与回转平台连接；通过下联接体与底架进行连接。回转支承的内外圈刚度是靠联接件的结构来保证。安装这种支承回转装置时，要注意其联接结构件的强度和刚度。图2.9为回转支承的联接结构图。1回转平台；2回转支承上联接体；3回转支承外座圈；4、9连接螺栓；图2.9 回转支承联接结构图2.10 螺栓联接受力分析2.6.1回转支承联接体的设计在设计回转支承的联接体(图2.9中的2和5)时，要按照回转支承的螺栓孔中心尺寸D1和D2(图2.5)来定位联接体的联接孔中心圆直径；按照回转支承的尺寸d(D)和DL(图2.5)设计联接体的内外圆直径。根据小齿轮的位置设计回转支承联接体的高度。2.6.2联接体的设计机械式挖掘机选用的回转支承型号为SWA2800.32。其结构如图2.5所示。根据回转支承外形尺寸D，d，DL设计回转支承内齿和回转支承内圈如图2.11，图2.12所示。图2.11 回转支承内齿图2.12 回转支承内圈2.6.3螺栓联接载荷的计算（1）在倾翻力矩M的作用下，计算受力最大的螺栓的工作载荷Fmax由静力平衡得 (2.22)由变形协调条件得 (2.23)由式(2.31)和式(2.32)联立求得 (2.24)式中各螺栓轴线到倾翻对称线OO的距离(图2.10)，mm（2）螺栓受到的最大拉力如图2.9所示，在位置时螺栓受到的拉 (2.25)在位置II时螺栓受到的拉力为 (2.26)式中 螺栓受到的预紧力，N螺栓的相对刚度(3) 螺栓受到的预紧力 (2.27)对于有紧密性要求的联接(如汽缸、压力容器)，；一般联接，工作载荷有变化时，；工作载荷无变化时，。因为螺栓联接除承受倾翻力矩，还承受水平力和垂直载荷的作用，为了对联接体作较精确的强度分析，还可以用有限元法。2.6.4螺栓联接承载力的验算把主机回转支承装置受到的最大载荷(轴向载荷Fa、倾覆力矩M)作为回转支承螺栓联接承受的载荷。在回转支承承载能力曲线图(图2.7)上标出点(Fa，M)，检查点(Fa，M)是否在相应性能等级的螺栓负荷曲线以下，若在下方，证明回转支承的螺栓满足强度要求；否则可提高螺栓的性能等级，当螺栓的性能等级选择了最大，点(Fa，M)仍然位于螺栓负荷曲线以上时，我们就要重新选择回转支承型号。在回转支承HOU30/1000的承载能力曲线图(图2.13)中确定点(Fa，M)。螺栓的性能等级为8.8级。如图点(Fa，M)位于其性能曲线2的下方。1静态承载曲线;2螺栓负荷曲线(8.8、10.9、12.9为螺栓的性能等级)图2.13 HOU30/1000承载能力曲线图根据回转支承的选型原则，型号为HOU30/1000的回转支承满足承载要求。2.6.5螺栓联接的强度校核对螺栓(图2.9中的4和9)强度的校核除了可借助于回转支承承载能力曲线进行螺栓承载力的验算外，还可以直接对螺栓联接进行强度的校核。如图2.9所示，回转支承的螺栓联接主要承受的是倾翻力矩M的作用，螺栓联接的失效形式主要有：螺栓被拉断、回转支承与联接体的结合面被压溃或出缝隙。设计准则为：(1) 为了保证螺栓不被拉断，应该满足： (2.28)式中 Q螺栓受到的最大拉力，Nd1螺栓小径，mm螺栓的许用拉应力，MPa(2) 受拉面不出缝隙，应满足下式 (2.29) (2.30)(3) 受压面不被压溃，应满足下式 (2.31) (2.32)式中 螺栓受到的预紧力，Nz螺栓的数目A接触面面积，mm2M倾覆力矩，NmmW抗弯截面模量，mm3(4) 计算螺栓联接中受力最大的螺栓的工作载荷Fmax计算上联接体(图2.9中的2)中受力最大的螺栓的工作载荷Fmax。联接体受到的倾翻力矩M=2246388Nmm由图2.11得rmax=1330mm,螺栓的数目z=48计算得mm2由式(2.24)得N(5) 计算螺栓受到的预紧力Qp由式(2.27)得N(6) 受力最大的螺栓的强度的校核由式(2.25)计算螺栓受到的最大拉力QN由式(2.28)得N/mm2取螺栓的许用拉应力所以，即螺栓在最大工作载荷Fmax =70372 N；预紧力 Qp=126670 N作用下，不会被拉断。(7) 螺栓联接的受拉面校核根据螺栓联接的设计准则，由式(2.32)计算在图2.5中，；计算接触面积Amm2 (2.33)计算图2.11的抗弯截面模量Wmm3 (2.34)所以MPa满足式(2.29)，。即螺栓联接的受拉面不会出现缝隙。（8）螺栓联接的受压面进行校核由式(2.32)计算pmaxMPa取联接体的材料为Q215A，由参考文献42中的表24和表26得许用挤压应力=176N/mm2。所以满足式(2.31) ，即螺栓联接的受压面不会被压溃。3 与回转支承HOU30/1000外齿啮合的小齿轮的设计图3.1 回转传动示意图如图3.1所示，由于用回转支承代替了以前的支承，与小齿轮啮合的齿轮的参数发生了改变，所以要重新设计一个小齿轮与回转支承的外齿进行啮合。挖掘机的使用工况使得齿轮传动承受的是重载、且有冲击。回转支承外齿采用的是调质齿轮，材质40Cr，表面进行了淬火处理。所以选择的小齿轮材料也应是齿面硬度较高的淬火齿轮，常用的齿轮材料为20Cr、20CrMnTi、20Cr2Ni4等。小齿轮的齿轮参数应该满足下面的要求：(1) 小齿轮要与回转支承的外齿具有相同的模数m和压力角。(2) 安装条件使得齿轮传动的中心距a要与原中心距保持一致。(3) 小齿轮齿数z1要满足回转机构的传动比的要求范围。(4) 回转支承的外齿采用了正变位，为了保证小齿轮的齿根强度，要求小齿轮也采用正变位。对于正变位齿轮，过大的变位可能引起齿顶变尖或齿顶厚过小的现象。为了保证齿轮的齿顶强度，齿顶厚不能太小。(5) 为了保持齿轮传动的连续性，重合度要大于或等于许用的重合度。(6) 小齿轮要满足齿轮齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的计算。3.1小齿轮的材料和精度选择齿轮材料为，渗碳淬火，齿面硬度5863HRC,精度7级的渐开线直齿圆柱齿轮。3.2小齿轮齿数和变位系数的选择(1) 选择小齿轮齿数z14机械式挖掘机的平衡性分析如图2.8，设回转电机的转速为n电，回转支承的转速为n回，回转减速箱的传动比i减，回转支承的外齿齿数为z2。由回转结构的传动比公式得到： (3.1)然后根据n回的许用范围，确定小齿轮的齿数z1。(2) 计算齿轮传动的啮合角小齿轮的模数m和压力角与回转支承外齿的模数和压力角相同。根据变位齿轮中心距a的计算公式得到： (3.2)(3) 计算小齿轮变位系数x1根据公式计算小齿轮的变位系数x1： (3.3)3.2.1根据挖掘机回转机构的传动比，选择小齿轮齿数由式(3.1)得其中回转支承外齿齿数，回转支承的转速所以初步选择小齿轮齿数3.2.2计算小齿轮变位系数由式(3.3)计算小齿轮的变位系数3.2.3计算齿轮传动的啮合角(1) 根据更新支承前的齿轮参数，计算齿轮传动的中心距a小齿轮的参数为m=26，=20，z1=18，x1=0.5回转齿圈的外齿参数为m=26，=20，z2=128计算原来齿轮传动的啮合角 (3.4)计算得计算齿轮传动的中心距amm (3.5)(2) 计算回转支承外齿与小齿轮传动的啮合角小齿轮的参数：m20，=20，z118；回转支承的外齿参数：m20，=20，z2128，x2=0.5齿轮传动的中心距a=1820mm由式(3.2)得所以3.2.4小齿轮参数的校核(1) 变位系数的校核小齿轮的变位系数x10.5，满足x10。小齿轮要采用正变位，因此要使得0。若0.4m。小齿轮的参数：；计算小齿轮的齿顶圆直径da1mm (3.7)齿顶圆压力角 (3.8)由式(2.22)计算小齿轮的齿顶厚mm满足 (2) 重合度的计算在变位小齿轮具有标准顶隙的情况下，计算齿轮传动的重合度。重合度要满足，挖掘机的26。重合度计算公式为： (3.9)若重合度不满足要求，则在小齿轮的齿数选择范围之内，增大小齿轮的齿数z1。(3) 小齿轮强度的校核若小齿轮的齿数和变位系数满足了齿顶厚和重合度的要求，需要对小齿轮进行齿面接触疲劳强度校核、齿根弯曲疲劳强度的校核。校核公式为：齿面接触疲劳强度的校核公式 (3.10)齿根弯曲疲劳强度的校核公式 (3.11)若校核结果为，则应该提高齿轮材料的表面硬度，选择齿面硬度大的齿轮材料；若齿轮的齿根弯曲疲劳强度不满足，应该增大齿轮的变位系数，即在小齿轮的齿数选择范围之内，减小小齿轮的齿数；若在小齿轮的齿数选择范围之内，所有的都不能满足计算要求，就要重新选定回转支承型号。3.2.5齿轮传动受力分析机械式挖掘机回转机构的机械特性：回转电机额定功率P=54KW；额定转数n=1150r/min；回转减速箱的传动比i减=33.55；回转减速箱的齿轮传动效率减=0.8142小齿轮的功率p1kW (3.12)回转小齿轮的转速 (3.13)小齿轮传递的转矩Nmm (3.14)小齿轮的节圆直径mm (3.15)所以小齿轮收到的圆周力为N (3.16)3.2.6齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度的校核公式26为 (3.17)其中 重合度系数节点区域系数材料弹性系数，齿数比u (3.18)载荷系数按表9.1126=1.85小齿轮的圆周速度为v=0.9m/s，由图9.4426取动载荷系数=1.1由表9.12得齿间载荷分配系数小齿轮的齿宽b=160；齿宽系数 (3.19)由表9.1326得齿向载荷分布系数 计算载荷系数K： (3.20)按表9.1426取材料弹性系数，=189.8由图9.4826查得节点区域系数，=2.4根据重合度=1.611，由图9.4926取重合度系数，=0.9计算齿面接触疲劳强度： (3.21)计算齿轮的许用接触应力： (3.22)由图9.5526查得实验齿轮的齿面接触疲劳极限，=800MPa计算小齿轮的应力循环次数NN (3.23)由图9.5626得齿轮接触疲劳强度的寿命系数，=1.08工作硬化系数，=1由图9.5726查得齿轮接触疲劳强度的尺寸系数，=1由表9.1526得接触疲劳强度的最小安全系数，=1.0所以，由齿轮的许用接触应力公式(4.18)得MPa满足校核公式(3.17),所以齿轮的齿面强度满足要求。3.2.7齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度的校核公式26 (3.24)根据图9.5326取齿形系数，=2.15由图9.5426查得应力修正系数，=1.825由重合度得重合度系数 (3.25)载荷系数K， (3.26)按表9.1126取=1.85；由图9.4426得动载荷系数，=1.1由表9.1226得齿间载荷分配系数，=1.1小齿轮的齿宽与齿高比，取=1.193由图9.4626得齿向载荷分布系数，=1.14所以由式(4.26)得载荷系数K，计算齿根弯曲疲劳强度：MPa (3.27)由图9.5826得试验齿轮的弯曲疲劳极限，=350MPa 由图9.5926取齿轮弯曲疲劳强度计算的寿命系数,齿轮的应力修正系数，由图9.6026得齿轮的弯曲疲劳强度的尺寸系数,由表9.1526得齿轮弯曲疲劳强度的安全系数，计算小齿轮的许用弯曲应力MPa (3.28)，满足齿根弯曲疲劳强度的校核公式(4.20)按照回转支承小齿轮参数的设计原则，选择小齿轮的参数为m=20，=20，z1=18，x1=0.5满足传动要求。4 机械式挖掘机的平衡性分析机械式挖掘机的平衡是指转台与工作装置在各种工作位置时，其作用力的合力都不超出回转支承回转轨道的直径范围，并尽量使回转支承滚球受力均匀。为此必须在转台上置以适当的平衡重。所以挖掘机平衡问题，也就是确定平衡重的问题6。当平衡重小时，挖掘机工作时靠近工作装置侧的转台前部的滚子，要承受大部分载荷，因而受到较大的磨损；而当平衡重过重时，转台尾部的支承滚子将受到更为强烈的磨损。挖掘机的平衡，是要达到在挖掘机工作循环内作用到支承滚子上的负荷均匀分布，因此若使挖掘机得到很好的平衡，应当满足下列条件：转台上的机构和工作装置的重量的合力，不管空斗或满斗的工作装置处于任何位置时，都不得超过支承轨道的最大直径。4.1确定允许的最大平衡重满足转台平衡条件，确定允许的最大平衡重的位置如图4.1：1. 动臂与机器所在水平位置成最大倾角。2. 铲斗位于挖掘开始位置，提升钢绳处于放松状态。假定转台上的部件、平衡重以及工作装置的重量的合力通过x点，则此时转台尾部支承上的反作用力为 (4.1)式中 转台上的机构的重量，N动臂重量（包括推压机构的重量），N允许的最大平衡重，N各力对x点的力矩平衡方程式 (4.2)P解此方程，满足转台平衡条件允许的最大平衡重Gmax为： (4.3)式中ro=r2 = 4.2 m；ex=1.4m；r1=1.5；rbi=4.84m；Q1=672380N；Gbi=18630N西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文）解此方程，满足转台平衡条件允许的最大平衡重为N图4.1 挖掘机受力分析(确定最大平衡重)4.2确定允许的最小平衡重满足转台平衡条件，确定允许的最小平衡重的位置如图4.2所示：1. 动臂与机器所在水平成最小倾角。2. 铲斗位于挖掘完毕，要开始回转的位置，斗柄推出量是最大值(时用全推出量时用；时用推出量)。假定转台上的机构、平衡重以及工作装置的重量的合力通过n点，此时，前部支承上的反作用力为： (4.4)各重力对n点的力矩平衡方程式为： (4.5)式中 斗柄重量，N满载斗的重量，N允许的最小平衡重，N根据平衡方程式(4.5)可得满足转台平衡条件的允许的最小平衡重 (4.6)其中Gbi=186360N；rbi=4.85m；en=1.4m；Gb=67100N；rb=8.95m；Gd+tu=171700N；m；Q1=672380N；r1=1.5m；rp=4.2m所以满足平衡条件的允许的最小平衡重N图4.2挖掘机受力分析（确定最小平衡重）4.3确定合理的平衡重在工作装置参数、工作装置重量、以及转台支承圆盘尺寸等比较合适的条件下，应当时。若得出。这说明支承圆形轨道的尺寸太小，工作装置尺寸大或工作装置过重；若得出，则说明工作装置过轻或尺寸过小，要适当调整有关参数。合理的平衡重可以根据转台上的所有机构以及工作装置的重力对转台回转轴心线oy的力矩恒等条件确定，此时应当选用两个力矩的平均值为倾覆力矩。 (5.7)式中斗柄推出量小于0.75斗柄行程条件下，满斗的工作装置对oy轴心线的倾覆力矩，Nm动臂对轴心线oy的倾覆力矩，Nm所以 (4.8) (4.9)对oy轴心线的力矩平衡方程式为 (4.10)根据转台平衡条件，式中所以 (3.11) 然后用确定在两个极端情况下，转台和工作装置合力的位移的方法，对求得的合理平衡重作最后的检查。图4.3所示，这两个极端情况是：(1) 开始挖掘前的位置(图4.3中的位置)，此时铲斗靠在地面上，铲斗和斗柄的重量从倾覆力矩中除去。(2) 装满的铲斗处于推出量时(图4.3中的位置)。转台上的所有机构和处于位置时的工作装置的重力的合力 (4.12) 在位置时，挖掘机回转部分的倾覆力矩用下式确定： (4.13)知道了合力和等效倾覆力矩后，就可以求出合力对中心轴的位移 (4.14)转台上的所有机构和处于位置时的工作装置的重力的合力P： (4.15)在位置时，挖掘机回转部分的倾覆力矩为 (4.16)由式(4.14)得若符合的条件，就可以把上面求得的平衡重当作最后的也就是最合理的平衡重采用之；当不符合时，可能有两种情况：(1) 时，平衡重小，因此需增加它；(2) 时，平衡重大，因此要减小它；图4.3 挖掘机受力分析(确定合理的平衡重)根据挖掘机转台的平衡条件，确定合理的平衡量。由式(4.8)得其中rb=6.52m；rd+tu=10.3m；Gb=186360N；Gd+tu=171700N；代入得 Nm由式(4.9)得Nm由式(4.7)得Nm根据力矩平衡方程式式中所以计算出的平衡重满足条件然后用确定在两个极端情况下，转台和工作装置合力的位移方法，对求得的合理平衡重作最后的检查。由式(4.12)得P1 = Q1 + Gp + Gbi = 672380 + 235528.2 + 186360 = 1094268.2 N由式(4.13)得M1 = Q1r